1、电磁离合器变速式数控车床主传动系统设计论文本科论文1 前言数控车床是利用数字化信息对车床运动以及加工的过程进行控制，能自动完成内外圆锥面、圆柱面、端面、圆弧面、螺纹等工序的切削加工，所以特别适合加工形状复杂的盘套类和轴类零件，是一种可编程的通用加工设备。与专用机床和通用机床相比，数控车床具有通用性强、加工灵活、能适应产品的规格和品种频繁变化的特点，能够满足多品种、小批量、生产自动化和新产品的开发的要求，是一种高性能、柔性的的自动化车床，是一种典型的机电一体化产品代表了现代控制技术的发展方向，因此被广泛应用于机械制造加工行业。数控车床主传动系统组成包括主轴电机、传动系统与主轴组件，与普通机床相比
2、，车床的变速功能大部分由主轴电机无级调速来实现，省去了繁琐的齿轮变速机构方式而且结构简单，有些只有两极或三级齿轮变速机构系统用以扩大电机无级调速的范围。1.1数控车床主传动系统的要求数控车床作为高自动化机电一体化设备，其主传动系统设计应满足以下基本要求。使用性能要求高，首先应满足机床运动特性。如机床不仅要有低速大转矩功能而且还要有较高的转速，主轴有足够的转速范围和转速级数。传动系统的设计要求合理，操作方便迅速、灵活、安全可靠。传递动力的要求，传动机构和电动机能提供和传递足够的转速和功率，具有较高的传递效率。工作性能要求，主传动中所有零部件要有足够的精度、刚度、和抗振性、热变形特性稳定，才能保证
3、加工零件有较高的质量。主轴要求有较高的旋转精度与运动精度；电动机、主轴及传动部件都是热源，低温升、小变形是对主轴传动系统的重要指标；主轴轴颈尺寸、轴承类型及装配方式，主轴组件的质量分布是否均匀轴承预紧量大小及主轴组件的阻尼对主轴组件的静刚度和抗振性都会产生影响；主轴组件必须有足够的耐磨性，使之保持良好的精度；轴承处还要有良好的润滑。此外，还要求主传动系统结构简单，便于加工与装配；防护性好；便于调整与维修；工艺性好，使用寿命长。1.2数控车床主传动系统的方式机床主传动系统可分为无级变速传动和分级变速传动。无级变速传动可以在一定范围内连续改变机床转速，以得到加工要求的最佳转速，能在运转中变速，便于
4、自动变速。数控车床得主传动系统通常采用无级变速。分级变速式传动是在一定范围能离散地分布、均匀的着有限级数的转速，主要用于普通机床。 与普通车床相比，数控车床的主传动采用交、直主轴调速电动机，电动机调速范围大，并可无级调速，使主轴结构大为简化。为了适应不同加工需求数控车床主传动系统分为以下三种方式。（1）电动机直接驱动，主轴电动机与主轴通过联轴器直接连接，或采用内装式主轴电动机驱动。采用直接驱动可大大简化主轴箱结构，能有效地提高主轴刚度。这种传动的特点是主轴转速的变化、输出转矩与主轴的特性完全一致。但因主轴的功率和转矩特性直接决定主轴电机的性能，因而这种变速传动的应用受到一定限制。（2）采用定比
5、传动，主轴电动机经定比传动给主轴。 定比传动可采用带传动或齿轮传动，这种传动方式在一定程度上能满足主轴功率和转矩的要求，但其变速范围仍和电动机的调速范围相同。 目前，交流、直流主轴电动机的恒功率转速范围一般只有2-4，而恒转矩范围则达100以上；许多大、中型机床的主轴要求有更宽的恒功率转速范围。很明显，这种情况下主轴电动机的功率特性和机床主轴的要求不匹配:调速电动机的恒功率范围远小于主轴要求的恒功率变速范围。所以这种变速方式多用于小型或高速数控机床。（3）采用分档变速方式 采用这种变速方式主要是为了解决主轴电动机的功率特性和机床主轴功率特性不匹配。变速多采用齿轮副来实现，电动机的无级变速配合变
6、速机构可确保主轴的功率、转矩要求，满足各种切削运动的转矩输出，特别是保证低速时的转矩和扩大恒功率的调速范围。2变速主传动系统方案的制定2.1主传动系统的设计要求数控系统的主轴系统除了应满足普通机床主传动要求外，还提出以下要求：(1)具有更大的调速范围，并实现无级调速；(2)具有较高的精度和刚度、传动平稳，噪声低；(3)良好的抗振性和热稳定性。2.2设计参数数控车床综合应用了计算机技术、自动化控制、机床结构等方面的最新技术，主传动系统是其重要的组成部分。毕业设计的内容是设计一台变速方式为有级和无级串联的数控车床主传动系统，有级变速部分为三级传动，用电磁离合器控制变速，进行相应的运动设计和结构设计
7、。相关数据如下：工件最大回转直径： 320mm；主轴转速范围： 47.5-4000r/min；主轴计算转速： 190r/min；电动机功率： 7.5kw；电动机最高转速： 4500r/min；电动机额定转速： 1500r/min；电动机最低转速： 310r/min。2.3转速图的拟定分析和设计主传动系统须应用一种特殊线图，称为转速图。转速图能够清楚的表达出：传动轴的数目，主轴及各传动轴的转速级数、转速值及其传动路线，变速组的个数、传动顺序及扩大顺序，各变速组的传动副数及其传动比数值变速规律等。首先根据最高转速和最低转速确定变速范围，选择合适的公比后再确定转速级数，绘制转速图。根据设计要求可知主
8、轴转速为190 r/min，主轴转速一般案等比数列排列，公比由机床的使用性能和结构要求确定，本方案中取=1.41。1.41=1.066所以在转速标准数列表中每隔6个数取一组数即：47.5,67,95,132,190,265,375,530,750,1060,1500,2120,3000,4250.。设定i1=z2/z1=2,i2=z4/z3=1/,i3=z6/z5=1/4，转速图如图2.1。 电机轴 轴 轴 轴 图 2.12.4拟定传动系统图拟定传动系统的原则是：在保证机床的运动和使用要求的前提下，运动传动链要尽可能的短而简单；传动效率高以及操作简单方便 。首先要考虑某些结构方面的问题，考虑结
9、构能否实现：如小齿轮的齿根圆是否大于轴的直径，大齿轮的顶圆是否会碰及相邻轴等；其次因考虑结构是否合理，如布置是否紧凑，操纵是否方便等。为简化主轴箱结构，本方案采用三级机械变速机构，运动方案如图2.2。 图2.2本设计采用电磁离合器实现变换转速，电磁离合器是应用电磁效应接通或切断运动的元件，由于它便于实现自动操作，并有现成的系列产品可供选用，因而它已成为自动装置中常用的操作元件。电磁离合器用于数控机床的主传动时，能简化变速机构，操作方便。通过若干个安装在各传动轴上的离合器的吸合和分离的不同组合来改变齿轮的传动路线，实现主轴的变速。传动路径：由电机把转速传到带轮在由带轮定比传到一轴，此时一轴与二轴
10、的电磁离合器控制使齿轮1和2、3和4、5和6分别啮合可实现三段速度转换传到主轴。2.5选择电机2.5.1选择电机应综合考虑的问题(1)根据机械的负载特性和生产工艺对电动机的启动、制动、反转、调速等要求，选择电动机类型。(2)根据负载转矩、转速变化范围和启动频繁程度等要求，考虑电动机的温升限制、过载能力额启动转矩，选择电动机功率，并确定冷却通风方式。所选电动机功率应留有余量，负荷率一般取0.80.9。(3)根据使用场所的环境条件，如温度、湿度、灰尘、雨水、瓦斯以及腐蚀和易燃易爆气体等考虑必要的保护措施，选择电动机的结构型式。(4)根据企业的电网电压标准和对功率因素的要求，确定电动机的电压等级和类
11、型。(5)根据生产机械的最高转速和对电力传动调速系统的过渡过程的要求，以及机械减速机构的复杂程度，选择电动机额定转速。此外，还要考虑节能、可靠性、供货情况、价格、维护等等因素。2.5.2电动机类型和结构型式的选择由于不同的机床要求不同的主轴输出性能(旋转速度，输出功率，动态刚度，振动抑制等)，因此，主轴选用标准与实际使用需要是紧密相关的。总的来说，选择主轴驱动系统将在价格与性能之间找出一种理想的折衷1。根据电机设计参数查阅机械械设计手册可选择Z4-112/4-2型号电机。这种电机转动非常平稳，采用160,000,000/rev的超高分辨率位置编码器，通过线圈切换可实现电机的高速、高加速控制。电
12、机参数如表2.1。表2.1 电机参数型号额定功率额定转速最低转速最高转速重量振动冷却Z4-112/4-27.5KW1500r/min310 r/min4500 r/min106kg3传动系统零部件设计3.1传动皮带的设计和选定 带传动是由带和带轮组成传递运动和动力的传动。根据工作原理可分为两类：摩擦带传动和啮合带传动。摩擦带传动是机床主要传动方式之一，常见的有平带传动和V带传动；啮合传动只有同步带一种。 普通V带传动是常见的带传动形式，其结构为：承载层为绳芯或胶帘布，楔角为40、相对高度进似为0.7、梯形截面环行带。其特点为：当量摩擦系数大，工作面与轮槽粘附着好，允许包角小、传动比大、预紧力小
13、。绳芯结构带体较柔软，曲挠疲劳性好。其应用于：带速V2530m/s;传动功率P700kW;传动比i10轴间距小的传动。其主要失效形式为： （1）带在带轮上打滑，不能传递动力； （2）带由于疲劳产生脱层、撕裂和拉断； （3）带的工作面磨损。保证带在工作中不打滑的前提下能传递最大功率，并具有一定的疲劳强度和使用寿命是V带传动设计的主要依据，也是靠摩擦传动的其它带传动设计的主要依据。V带传动设计： (1)设计功率的确定：查得工况系数 （3.1）(2) 选定带型：根据和确定为B型。(3)传动比：根据转速图知,传动比为(4)确定小带轮基准直径：参考表取(5)确定大带轮直径： (3.2)取标准值(6) 验
14、算带速： (3.3)因为在之间，所以经济耐用。(7)初定带轮轴中心距：得： (3.4)即： 初取 (8)确定带基准长度： (3.5) 选取基准长度(9)计算实际轴间距： (3.6)取标准值。安装时所需最小轴间距：张紧或补偿伸长所需最大轴间距：(10)验算小带轮包角： (3.7)所以小带轮包角合适。(11)单根V带的基本额定功率：根据和查得B型V带的基本额定功率。(12)单根V带的额定功率增量：考虑到传动比的影响，额定功率的增量由表查得：(13)计算带的根数： (3.8)取4根。(14)带轮的结构和尺寸：为了减轻传动轴上载荷，采用卸荷式带轮结构，带轮支在轴承外圈上，两轴承安装在与箱体固定的的法盘
15、上，扭矩从断头花键传入。装配装置参见装配图。3.2齿轮的的设计3.2.1齿轮齿数确定原则 （1）为减小变速箱的径向尺寸，齿数和SZ120，考虑到两轴的中心距不至于过大，以避免两轴的轴承或传动件与其它零件发生干涉，齿数和不宜过大。（2）为保证齿轮v欢动的平稳和不发生跟切现象，一般去ZMIN17.（3）为保证强度和防止热处理辨清过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚2mm.3.2.2 齿轮模数相同时齿数的确定（1）在机床变速箱中，同一变速组的齿轮一般取同一模数。为简化为设计和制造难度本设计中齿轮齿数取统一模数。（2）有转速图可知个传动比为i1=z2/z1=2,i2=z4/z3=1/,i3=z6/z5=1/4
16、显然最小齿轮在第三传动比中，假设ZMIN=22，根据机床课程设计表3-6设定SZ=110，初选Z6=22，Z5=88。（3）通过机床课程设计表3-6查出满足要求的齿数值即Z1=37，Z2=73，Z3=46，Z4=64。3.2.3齿轮模数的计算按齿根弯曲强度设计查机械设计齿轮模数按弯曲强度的设计公式为： (3.9) （1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 4）计算载荷系数K 5）查取齿形系数由表10-5查得；。6）查
17、取应力校正系数由表10-5查得；。7）计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.46并就近圆整为标准值。齿轮参数如下表： 表 3.1 齿轮参数 1 2 3 4 5 6齿数37 73 46 64 88 22分度圆92.5182.511516022055齿顶圆97.5187.512016522560齿根圆86.25176.25108.75153.75
18、213.7548.75中心距137.5137.5137.53.3主轴的设计3.3.1 主轴的要求（1）旋转精度 主轴的旋转精度上是指装配后，在无载荷，低转速的条件下，主轴前端工件或刀具部位的径向跳动和轴向跳动。主轴组件的旋转精度主要取决于各主要件，如主轴，轴承，箱体孔的的制造，装配和调整精度。还决定于主轴转速，支撑的设计和性能，润滑剂及主轴组件的平衡。通用（包括数控）机床的旋转精度已有标准规定可循。（2）静刚度 主轴组件的静刚度（简称刚度）反映组件抵抗静态外载荷变形的能力。影响主轴组件弯曲刚度的因素很多，如主轴的尺寸和形状，滚动轴承的型号，数量，配置形式和欲紧，前后支撑的距离和主轴前端的悬伸量
19、，传动件的布置方式，主轴组件的制造和装配质量等。各类机床主轴组件的刚度目前尚无统一的标准。（3）抗振性主轴组件工作时产生震动会降低工件的表面质量和刀具耐用度，缩短主轴轴承寿命，还会产生噪声影响环境。振动表现为强迫振动和自激振动两种形式。影响抗振性的因素主要有主轴组件的静刚度，质量分布和阻尼（特别是主轴前支撑的阻尼）主轴的固有频率应远大于激动力的频率，以使它不易发生共振。目前，尚未制定出抗振性的指标，只有一些实验数据可供设计时参考。（4） 升温和热变形主轴组件工作时因各相对运动的处的摩擦和搅油等而发热，产生温升，从而使主轴组件的形状和位置发生变化（热变形）。主轴组件受热伸长，使轴承间隙发生变化。
20、温度是使润滑油粘度降低，降低了轴承的承载能力。主轴箱因温升而变形，使主轴偏离正确位置。前后轴承的温度不同，还会导致主轴轴线倾斜。由于受热膨胀是材料固有的性质，因此高精度机床要进一步提高加工精度，往往受热变形的限制。研究如何减少主轴组件的发热，如何控制温度，是高精度机床主轴组件的研究的主要课题之一。（5） 耐磨性主轴组件的耐磨性是指长期保持原始精度的能力，即精度保持性。对精度有影响的首先是轴承，其次是安置刀，夹具和工件的部位，如锥孔，定心轴径等。为了提高耐磨性，一般机床主轴上的上述部分应淬硬至HRC60左右，深约1mm.（6） 材料和热处理主轴承载后允许的弹性变形很小，引起的应力通常远远小于钢的
21、强度极限。因此，强度一般不做为选材的依据。主轴的形状，尺寸确定之后，刚度主要取决于材料的弹性模量。各种材料的弹性模量几乎相同，因此刚度也不是选材的依据。主轴材料的选择主要根据耐磨性和热处理变形来考虑。数控机床的材料通常是45号或60号优质中碳钢，需调质处理。（7） 主轴的结构为了提高刚度，主轴的直径应该大些。前轴承到主轴前端的距离（称悬伸量）应尽可能小一些。为了便于装配，主轴通常作成阶梯形的，主轴的结构和形状与主轴上所安装的传动件，轴承等零件的类型，数量，位置和安装方法有直接的关系。主轴中孔用与通过棒料，拉杆或其它工具。为了能够通过更大的棒料，车床的中空希望大些，但受刚度条件的影响和限制，孔径
22、一般不宜超过外径的70%2。3.3.2主轴尺寸的设计主轴的主要参数是：主轴前端直径D1，主轴内径d,主轴悬伸量a和主轴支撑跨距L。（1）前端直径D1，主轴后轴颈的直径D2查机械设计D1=80mm由式子后端直径D2=60mm（2）主轴内径主轴孔径d取主轴平均直径的55%-65%，取d=35mm。（3）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能够自锁，目前采用莫氏锥孔。因车床最大回转直径D=320mm，采用莫氏锥度5号，锥度大端直径D=45mm，锥度=1：19.180，长度L=103mm.（4）支撑跨度及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a，选择适当的支撑跨度L。一般推荐取：La
23、=35.应使 La尽量大，提高主轴刚度。 机床支撑跨度很大程度上受其他零件结构的影响，此机床L=500mm左右，主轴的外伸长度a=50-60mm范围即可。3.4一般传动轴轴径估算 传动轴应满足强度和刚度两方面的要求。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。否则，轴上的零件和齿轮等就将由于轴的变形过大而不能正常工作。通常情况下，若轴的刚度能满足要求则刚度也能满足要求，因此，除了在和很大的情况外，可以不必验算轴的强度，只计算轴的刚度。由机床课程设计查得传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算： (3.10) 式中 d传动轴受扭部分的直径（mm）； P该传动轴的输入功率 (kW)； Pd 电动机的
24、额定功率 (kW)； 电动机到该轴之间传动效率的乘机； n该传动轴的计算转速（r/min） 每米长度允许的扭转角。 一轴；P1=7.50.982=7.203kW ,n=750r/min 取0.5 带入公式则算得一轴直径为35mm，同理二轴直径为38 mm。3.5 轴承选择随着科学技术的发展，机床主轴转速越来越高，变速范围越来越大，因此，对轴承高速运转稳定性的要求也越来越高。机床主轴轴承温升是限制轴承转速的重要因素。通常情况下，正确选择进口轴承类型、公差等级、配置方式、游隙（预载荷）大小、润滑剂及润滑方式等，能在一定程度上提高滚动轴承的高速性能。寿命及承载能力对一般机床来说,主轴组件的寿命主要是
25、指其保持主轴精度的使用期限,因此,要求轴承的精度保持性能满足主轴组件寿命的要求。对于重型机床或强力切削机床，应首先考虑轴承的承载能力。刚度和抗振性为保证机床的加工质量，必须使主轴系统有足够的刚性，否则会产生较大的复映误差甚至颤振。抗振性是指抵抗受迫振动和自激振动的能力。主轴组件的抗振性取决于主轴和轴承的刚度和阻尼。采用预紧滚动轴承可有效地提高主轴系统的刚度。轴承的选择：（1）带轮：因于带轮不承受轴向力，故选用深沟球轴承，型号：210。（2）一轴：一轴的前后端与箱体外壁配合，同时一轴也不会承受轴向力故也选用深沟球轴承，型号：205。（3）二轴：二轴与一轴相似故也选用深沟球轴承，型号：205。（4
26、）主轴：主轴是传动系统之中最为关键的部分，因此应该合理的选择轴承。从主轴末端到前端依次选择轴承为角接触轴承轴承，型号：7012C;两个背靠背角接触轴承7016C，和单独一个轴承。3.6键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键连接的结构特点，使用要求和工作条件选择：键的尺寸按符合标准规格和强度要求来取定。间的主要尺寸为截面尺寸与长度L。键的截面尺寸bh按轴的直径D由标准中选定。键的长度可以按轮毂长度而定，即键长等于或短于轮毂的长度。重要的键选定后还要进行强度校核计算。查机械设计表6-1得到:1）传动带轮为卸荷式带轮其带轮支在轴承外圈上，两轴承安装在于箱体固定的法兰盘上，扭
27、转从端头花键传入，所以选择花键根据要求选择中系列键。2）轴主要是齿轮传动故选用平键连接根据轴径为35mm则公称尺寸bh=108mm,槽深t=5mm,轮毂深3.3mm键长L=56.矩形键选择规格NdDB=832366.3)主轴用平键公称尺寸bh=2012mm，槽深t=7.5mm,轮毂深4.9mm,键长L=32。4结构设计4.1设计内容与要求主轴变速箱是机床的主要部件它的结构设计应满足如下要求：1） 所设计的结构应满足使用性能上和联系尺寸上的要求。2） 所涉及的结构应满足结构公益性的要求。3） 所设计的结构应遵循标准化和通用化。4.2轴的空间布置1）主轴位置的确定 主轴位置主要根据中心高H。主轴中
28、心线与机床导轨中心线之间偏心距。H值与最大加工直径有关，为降低床身导轨的扭曲变形，希望切削力的方向尽量落在前导轨之间，主轴中心距月往后越好。2) 传动轴位置的确定 传动轴的位置对传动链的长短，变速箱的形状尺寸等均有影响，因此应根据主轴精度，承载能力，箱体形状尺寸确定。3) 输入轴的位置 运动输入轴上装有皮带轮和离合器，为便于装卸，调整和维修，一般将轴不知在靠近变速箱后壁机箱盖处。4.3 箱体设计 1）材料主轴变速箱体常用材料为中等强度的铸铁HT150。2）箱体结构 箱体壁厚取决于铸造所需要的最小壁厚。通常根据其处外形的轮廓尺寸，按课程设计选取长宽高。 由于箱体轴承孔的影响将扭转刚度下降，弯曲刚
29、度下降更多，为补偿开孔销的弱的刚度采用凸台和加强筋。 为防止干涉留有1mm左右的间缝，加工表面与铸造表面之间留有810mm间隙。5主要零部件的校核5.1主轴校核 a）计算齿轮受力=9550=441196 (5.1) 圆周力=3803N. (5.2) 径向力=N， (5.3) 轴向力 (5.4)b）计算支撑反力 垂直面内支撑反力=488N, =919N 水平面支撑反力, 画水平面内xy和垂直面内xz受力图,见图5.1。c)画弯矩图，见图5.1。水平面弯矩 Mxy 垂直面弯矩 Mxz 合成弯矩 (5.5)d)画轴转矩图，见图5.1。e)许用应力 用查入法查表=102.5MPa, =60MPa 应力
30、校正系数=0.59f)画出当量弯矩图 见附图 当量弯矩0.59441196N.mm=260305 N.mm 齿轮中间截面处当量弯矩=477074N.mm (5.6)g)校核轴颈齿轮中间处轴直径d=45mm90mm。 图 5.15.2 平键的校核 对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键连接其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载一般不会出现键的剪断。因此通常只按工作表面的挤压应力进行强度校核计算。假定工作表面载荷均匀分布查机械设计得平键的强度条件为: (5.7)式中：T传递得转矩（）,N.M； k键与轮毂键槽的接触高度，； l键长； D轴的直径， mm; 键，轴，轮毂之间最弱材料的许用应力， Mpa；根据主轴用平键公称尺寸bh=2012mm，槽深t=7.5mm,轮毂深4.9mm,键长L=32，以及轴的直径68m
